ENGENHARIA MECÂNICA
LUIS FERNANDO COSTA ARANHA SEBRIAN MORATTO
SIMULAÇÃO DE CURVAS DE RENDIMENTO DO MOTOR DE
COMBUSTÃO INTERNA DO CICLO OTTO
TRABALHO DE CONCLUSÃO DE CURSO
PONTA GROSSA 2015
SIMULAÇÃO DE CURVAS DE RENDIMENTO DO MOTOR DE
COMBUSTÃO INTERNA DO CICLO OTTO
Trabalho de Conclusão de Curso
apresentado como requisito parcial para o
Bacharel em Engenharia Mecânica,
Coordenação de Engenharia Mecânica da Universidade Tecnológica Federal do Paraná.
Orientador: Prof. Dr. Jhon Jairo Ramirez Behainne
PONTA GROSSA 2015
Departamento Acadêmico de Mecânica Bacharelado em Engenharia Mecânica
– O Termo de Aprovação assinado encontra-se na Coordenação do Curso –
TERMO DE APROVAÇÃO
SIMULAÇÃO DE CURVAS DE RENDIMENTO DO MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA DO CICLO OTTO
por
LUIS FERNANDO COSTA ARANHA SEBRIAN MORATTO
Este Trabalho de Conclusão de Curso foi apresentado em 23 de fevereiro de 2015 como requisito parcial para a obtenção do título de Bacharel em Engenharia Mecânica. O candidato foi arguido pela Banca Examinadora composta pelos professores abaixo assinados. Após deliberação, a Banca Examinadora considerou o trabalho aprovado.
Prof. Dr. Jhon Jairo Ramirez Behainne Orientador
Prof. Dr. Gerson Henrique dos Santos Membro Titular
Prof. Me. Tárik Linhares Tebchirani Membro Titular
Prof. Dr. Luiz Eduardo Melo Lima Prof. Dr. Laercio Javarez Junior
Responsável pelos Trabalhos de Conclusão de Curso
Coordenador do Curso de Engenharia Mecânica
RESUMO
MORATTO, L. F. C. A. S. Simulação de Curvas de Rendimento do Motor de Combustão Interna do Ciclo Otto. 73p. Trabalho de Conclusão de Curso (Bacharelado em Engenharia Mecânica) - Universidade Tecnológica Federal do Paraná. Ponta Grossa, 2015.
Este trabalho apresenta uma modelagem matemática de curvas de rendimento em motor de combustão interna do ciclo Otto, utilizando dois tipos de combustíveis e diferentes tempos de combustão. Foram analisados os principais parâmetros de rendimento, como, torque, potência, eficiência térmica e volumétrica e pressão média efetiva. A metodologia de trabalho consistiu na aplicação da teoria de liberação finita de calor em motores de combustão interna do ciclo Otto. Através da utilização do software Engineering Equation Solver foram simulados os comportamentos das curvas de rendimento em função da velocidade de rotação do virabrequim, quando o motor foi alimentado com gasolina e álcool. Adicionalmente, foi verificado o efeito da mudança promovida pelo momento da ignição e a duração da combustão no interior do motor. Os resultados mostraram que o modelo de liberação de calor consegue responder às mudanças do momento de inicio e da duração da adição de calor, mostrando, porém, limitações para descrever apropriadamente a comportamento de parâmetros de rendimento em função do tipo de combustível, devido, principalmente, às hipóteses consideradas na análise termodinâmica e à ausência de fatores determinantes como a transferência de calor, cinética da combustão e o efeito do atrito, este último, altamente dependente da rotação do motor.
Palavras-chave: Motor de combustão interna. Ciclo Otto. Liberação finita de calor. Curvas de rendimento
ABSTRACT
MORATTO, L. F. C. A. S. Performance Curves Simulation for the Otto Cycle Internal Combustion Engine. 73p. Final paper (Bachelor Degree in Mechanical Engineering) – Federal University of Technology- Paraná. Ponta Grossa, 2015.
This paper presents a mathematical modeling of performance curves in internal combustion engine of the Otto cycle, using two types of fuels and different combustion times. Important performance parameters were discussed, such as, torque, power, thermal and volumetric efficiency, mean effective pressure. The methodology consisted in the application of the theory of finite heat release for internal combustion engines of the Otto cycle. Through the Engineering equation Solver software, graphs were obtained in order to simulate the behavior of performance curves as a function of the crankshaft rotation of the engine fed with gasoline and alcohol. Additionally, the effect of the change promoted by the ignition time and duration of combustion within the engine was checked. The results showed that the model of heat release can respond to changes of the start time and duration of the addition of heat, showing, however, limitations to properly describe the behavior of the performance parameters as a function of fuel type, due mainly to the hypothesis considered in the thermodynamic analysis and the absence of determining factors such as heat transfer, combustion kinetics and the effect of friction, this one highly dependent on engine speed.
Keywords: Internal combustion engine. Otto cycle. Finite heat release. Performance curves
SUMÁRIO 1 – INTRODUÇÃO ... 9 1.1– PROBLEMA ... 11 1.2– OBJETIVO GERAL ... 11 1.3– OBJETIVOS ESPECÍFICOS ... 11 1.4– JUSTIFICATIVA ... 12 2 – REFERENCIAL TEÓRICO ... 13
2.1 – HISTÓRICO DOS MOTORES ... 13
2.2 – TIPOS DE MOTORES ... 17
2.2.1 – Motores Otto ... 19
2.2.2 – Motores Diesel ... 21
2.3 – TERMODINÂMICA DO CICLO MOTOR OTTO ... 24
2.3.1 – Ciclo Ar-Padrão ... 24
2.3.2 – Ciclo Ar-Combustível ... 26
2.3.3 – Ciclo Real ... 27
2.4 – PARÂMETROS DE RENDIMENTO E CURVAS DE MOTORES ... 29
2.4.1 – Torque ... 29
2.4.2 – Potência ... 30
2.4.3 – Consumo Específico ... 32
2.4.4 – Eficiência Térmica Indicada ... 32
2.4.5 – Pressão Média Efetiva ... 33
2.4.6 – Eficiência Volumétrica ... 34
2.5 – MODELAGEM DE MOTORES ... 36
3 – METODOLOGIA ... 44
3.1 - MODELO MATEMÁTICO ... 44
3.2 - PARÂMETROS E CONDIÇÕES OPERACIONAIS UTILIZADAS NAS SIMULAÇÕES ... 46
4 – RESULTADOS E DISCUSSÃO ... 49
4.1 – EFEITO DO TIPO DE COMBUSTÍVEL ... 49
4.2 – EFEITO DO MOMENTO DE INICIO E DURAÇÃO DA COMBUSTÃO ... 54
5 - CONCLUSÕES ... 65
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ... 66
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 - Ciclo P-V do motor de Huygens ... 13
Figura 2 - O motor e seus componentes ... 16
Figura 3 - Classificação por posição e número de cilindros. (a) cilindro único. (b) em linha. (c) em "V". (d) cilindros opostos. (e) em W. (f) pistões opostos. (g) radial. ... 18
Figura 4 - Etapas do conjunto pistão cilindro para o ciclo Otto ... 20
Figura 5 - Etapas do conjunto pistão cilindro para o ciclo Diesel ... 22
Figura 6 - Comparação entre taxa de compressão e rendimento para motores do ciclo Otto e Diesel 23 Figura 7 - Diagrama pressão x volume e temperatura x entropia para motores do ciclo Otto ... 26
Figura 8 - Comparação entre o ciclo motor real e o ciclo teórico ... 28
Figura 9 - Exemplo de torque X RPM ... 29
Figura 10 - Dinamômetro ... 30
Figura 11 - Potência x rotação do por minuto ... 31
Figura 12 - Fração de liberação de calor cumulativa ... 37
Figura 13 - Coeficiente de covariação x ângulo de manivela x pressão dentro do cilindro ... 38
Figura 14 - Diagrama de abertura e fechamento de válvulas em um motor de combustão interna ... 40
Figura 15 - Eficiência volumétrica x pressão de admissão por pressão de exaustão ... 40
Figura 16 - Fração residual x pressão de admissão por pressão de exaustão ... 41
Figura 17 - Relação entre Eficiência Volumétrica x rpm x Índice de Mach modificado...50
Figura 18 - Potência x rpm para gasolina e álcool...51
Figura 19 - Pressão Média Efetiva x rpm para gasolina e álcool...52
Figura 20 - Torque x rpm para gasolina e álcool...53
Figura 21 - Eficiência térmica x rpm para gasolina e álcool...53
Figura 22 - Pressão x ângulo do virabrequim: θd=40; θs=-40...55
Figura 23 - Pressão x Volume: θd=40; θs=-40...55
Figura 24 - Pressão x ângulo do virabrequim: θd=40; θs=-20...56
Figura 25 - Pressão x Volume: θd=40; θs=-20...56
Figura 26 - Pressão x ângulo do virabrequim: θd=40; θs=0...57
Figura 27 - Pressão x Volume: θd=40; θs=0...57
Figura 28 - Pressão x ângulo do virabrequim: θd=20; θs=-40...58
Figura 29 - Pressão x Volume: θd=20; θs=-40...59
Figura 30 - Pressão x ângulo do virabrequim: θd=20; θs=-20...59
Figura 31 - Pressão x Volume: θd=20; θs=-20...60
Figura 33 - Pressão x Volume: θd=20; θs=0...61
Figura 34 - Curva de tendência para potência variando θs...62
Figura 35 - Curva de tendência para torque variando θs...63
Figura 36 - Curva de tendência para pressão média efetiva variando θs...63
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 - Parâmetros necessários para o cálculo da pressão ... 47 Tabela 2 - Valores admitidos por Ferguson (1986) para parâmetros do motor no modelo de liberação finita de calor ... 47
LISTA DE QUADROS
Quadro 1 - Trabalho simulado utilizando gasolina e álcool em função da rotação do motor...51 Quadro 2 - Variação do início e duração da combustão para motores à gasolina...61 Quadro 3 - Variação do início e duração da combustão para motores à gasolina...62
LISTA DE SÍMBOLOS Letras Latinas
a Fator de eficiência de Weibe
𝐶𝑠 Consumo específico
cv Calor específico à volume constante
𝑒𝑣 Eficiência volumétrica
M Massa
𝑀̇𝑖 Vazão mássica da mistura ar-combustível
𝑚̇𝑓 Taxa mássica de combustível
N Fator de forma de Weibe
N Velocidade do motor
𝑛𝑅 Número de revoluções por ciclo
P Pressão
𝑃𝑒𝑥𝑎𝑢𝑠𝑡 Pressão de exaustão
𝑃𝑖𝑛𝑑 Pressão de indução
pme Pressão média efetiva
𝑄𝑖𝑛 Calor inserido
R Razão de compressão
R Constante dos gases ideais
𝑇𝑖𝑛𝑑 Temperatura do gás induzido
𝑇𝑟𝑒𝑠 Temperatura do gás residual
V Volume
𝑉𝑑 Volume deslocado
𝑉𝑚𝑜𝑟𝑡𝑜 Volume morto
𝑉𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 Volume total do cilindro
𝑊̇ Potência
𝑊𝑏 Potência ao freio
𝑊̇𝑖 Potência indicada
𝑊̇𝑡 Potência térmica teórica
𝑥𝑏 Fração de liberação de calor
Letras Gregas
𝛾 Razão entre calores específicos
𝜂𝑡 Eficiência térmica indicada
𝜃 Ângulo do virabrequim
𝜃𝑑 Ângulo de duração da liberação de calor
𝜃𝑠 Ângulo de início da liberação de calor
𝜌𝑖 Massa específica do ar
1 – INTRODUÇÃO
Motores de combustão interna (MCI) são máquinas térmicas capazes de transformar a energia oriunda de uma reação química em energia mecânica. Os MCI’s realizam o processo de transformação de energia em etapas de compressão, queima, expansão e exaustão do fluido de trabalho, que é uma mistura de combustível e ar.
Os MCIs são compostos por diversos elementos que fazem parte de conjuntos específicos que desempenham as mais diferentes funções para o funcionamento ideal do motor. O principal conjunto é formado por pistão/cilindro, pois é onde ocorre as transformações de energia ocorrerão e possibilitará que o motor desempenhe a sua principal função, o desenvolvimento de trabalho líquido.
O MCI começou a ser desenvolvido pelo francês Alphonse Beau de Rochas em 1862, com a proposta de um motor de quatro tempos que pudesse funcionar com o máximo de economia. Entretanto, Rochas não chegou a viabilizar motor algum, apenas desenvolvendo as condições necessárias para construir este motor da forma que ele havia imaginado. O motor foi construído experimentalmente apenas em 1872 pelo alemão Nikolaus August Otto, que em 1876 determinou o ciclo teórico pelo qual os motores atuam.
As principais diferenças entre os motores de 100 anos atrás e os de hoje estão na eficiência térmica e a emissão de gases. Por muitos anos, as pesquisas em motores foram relacionadas ao aumento de eficiência térmica e redução de vibrações e ruídos. Como consequência, a eficiência térmica foi elevada de 10% para valores maiores que 30%. Esse valor ainda pode ser aumentado a partir de mudanças nos parâmetros já pré-estabelecidos do motor, como por exemplo, a mudança do tempo de acionamento da centelha do motor para que haja a combustão.
Martins (2012) destaca que é previsível que as melhorias do nível de vida na Europa Oriental e, principalmente, na Ásia, originem um aumento do uso do motor de combustão interna nas próximas décadas, antes que outras formas de conversão de energia ou outras fontes de energia, como álcoois, ésteres e éteres, hidrogênio e
eletricidade, venham substituir o grupo motor térmico – combustíveis fósseis. Nota-se então que um estudo para melhoria do rendimento de parâmetros de motores faz-se necessário.
Pode-se conseguir significativa melhora no desempenho de motores, redução de emissão de poluentes e sistemas de controle mais eficientes quando se utiliza ferramentas computacionais de simulação. Sem essas ferramentas de modelagem torna-se inviável o desenvolvimento de novos motores, já que custos desnecessários de experimentação são eliminados devido à confiabilidade na simulação realizada.
A simulação computacional tem a capacidade de prever configurações ineficientes de motores. Em relação a essa afirmação, vários trabalhos vêm sendo realizados no mundo e no Brasil a fim de facilitar o uso dessa ferramenta. Trabalhos importantes na área de simulação foram publicados por diversos autores pelo mundo, como Connolly (1994), Vinokurov (2000), Zervas (2004), Ramachandra (2009), Ribeiro (2009), Shehata (2010), Pariotis (2012), Kim (2013), Taglialatela (2013), entre outros.
A importância da melhoria dos parâmetros de eficiência dos motores movidos principalmente à gasolina e à álcool, vai desde a economia em consumo de combustíveis até a minimização do impacto ambiental causado por essas máquinas. Segundo Calviti (2008), apesar da menor eficiência térmica e maior emissão de gás carbônico, os MCIs do ciclo Otto movidos à gasolina são muito mais utilizados em veículos de passeio do que quando comparados aos motores movidos à Diesel.
Estudos prévios mostraram que, desenvolver simulações para verificação dos parâmetros de rendimento de motores, tais como a eficiência térmica, o torque, a potência indicada, eficiência volumétrica e consumo específico para diferentes combustíveis e geometrias de motores, pode ser de utilidade no projeto de tais máquinas térmicas.
O presente trabalho apresenta a metodologia utilizada para a modelagem de curvas de rendimento em motores de combustão interna do ciclo Otto para os dois combustíveis mais utilizados no Brasil em carros de passeio, a gasolina e o álcool.
1.1– PROBLEMA
Qual o comportamento das principais variáveis de rendimento de um motor de combustão interna do ciclo Otto quando alimentado com diferentes combustíveis e tempos de combustão?
1.2– OBJETIVO GERAL
O objetivo geral deste trabalho é realizar a modelagem matemática do conjunto pistão-cilindro em um motor de combustão interna do ciclo Otto, de forma a obter gráficos de rendimento em função da rotação do virabrequim para diferentes tipos de combustíveis, momento da ignição e duração da combustão.
1.3– OBJETIVOS ESPECÍFICOS
Constituem os objetivos específicos deste trabalho:
1. Desenvolver um procedimento de cálculo para a obtenção de parâmetros de rendimento de motores de combustão interna do ciclo Otto;
2. Simular o comportamento das curvas de rendimento em função da rotação do virabrequim com gasolina e álcool como combustíveis;
3. Determinar o efeito do momento da ignição do combustível e da duração da combustão no motor analisado sobre as curvas de rendimento.
1.4– JUSTIFICATIVA
Curvas de rendimento são obtidas principalmente por fabricantes de motores, sendo restrito à comunidade o acesso a estas informações. Dessa forma, a proposição de um modelo matemático, procedimentos, métodos e ferramentas para verificação de curvas de rendimento em motores de combustão interna do ciclo Otto são necessárias para o melhor entendimento dos parâmetros e estudo de casos específicos para combustíveis alternativos.
Na tentativa de elevar a eficiência dos motores, uma das alternativas é a alteração do tempo de acionamento da fagulha, liberada pela vela do motor e a duração dessa fagulha para que haja a combustão completa dos gases. Necessita-se, então, um estudo mais aprofundado das consequências que estas mudanças acarretam no motor.
Para o estudo é necessário o desenvolvimento de uma simulação computacional que possibilite o uso de parâmetros para a modelagem, como o tempo de duração de fagulha, início de ignição, tipo de combustível, rotação, torque, entre outros, que são utilizados para a criação de curvas de rendimento bem definidas e mais próximas àquelas obtidas experimentalmente.
2 – REFERENCIAL TEÓRICO
2.1 – HISTÓRICO DOS MOTORES
Motores são máquinas capazes de transformar a energia contida nos combustíveis em energia mecânica necessária para a movimentação, transporte, entre muitas outras aplicações. Segundo Martins (2012) as primeiras tentativas para realizar trabalho útil usando um combustível aconteceu na segunda metade do século XVII, utilizando a explosão de pólvora para elevar um pistão dentro de um cilindro.
Esta foi a configuração proposta por Christian Huygens em 1673. Os gases de combustão arrefeciam, baixando sua pressão e a descida do pistão fazia subir água ou carvão pela ação da pressão atmosférica. Esse tipo de motor funcionava com as seguintes propostas de acordo com a Figura 1: o gás era aquecido no interior do cilindro (4-1-2), o gás era resfriado com uma consequente queda de pressão (2-3), o pistão se movimentava, diminuindo o volume (3-4). O rendimento teórico dessas máquinas era de no máximo 15%.
Figura 1 - Ciclo P-V do motor de Huygens Fonte: O autor
Este tipo de motor foi utilizado por muitos inventores na época, porém o dióxido de enxofre e o ácido sulfúrico resultantes da combustão da pólvora utilizada como combustível eram prejudiciais para os metais. Outras desvantagens eram o alto custo da pólvora, o perigo de manuseio e a baixa densidade energética.
Era uma máquina que agia por depressão, já que era a pressão atmosférica que fazia o pistão se mover produzindo o efeito motor, ou seja, a pressão máxima estava limitada a um bar. Foi realizada então uma evolução proposta por Watt em 1769, em que um condensador externo foi acoplado à esse motor permitindo muito mais ciclos por unidade de tempo. Watt propôs também usar a sobrepressão do vapor como efeito motor, aumentando a pressão sobre o pistão.
Henry Hood, em 1759, propôs motores operados com ar quente ao invés de vapor, ideia esta utilizada em 1807 por George Caley. Muitos motores a ar foram inventados posteriormente com destaque para os de Robert Stirling em 1816 e John Ericsson em 1826, sendo todos estes motores de combustão externa.
De acordo com Martins (2012), o uso do ar ao invés do vapor permitiria que a temperatura máxima do ciclo fosse aumentada de modo a possibilitar um maior rendimento para o motor, já que a combustão poderia ser melhor obtida, como foi provado por Sadi Carnot em 1824.
As próximas configurações de motores são datadas do final do século XVIII e início do século XIX com a invenção dos “motores à água” e motores de combustão interna atmosféricos. A configuração de motor à água proposta em 1824 era possível com a decomposição eletroquímica da água em hidrogênio e oxigênio. A atuação deste motor era feita pela queima do hidrogênio e oxigênio dentro de um cilindro movendo um pistão pela pressão obtida proveniente desta queima.
Entretanto, os motores à água nunca foram construídos, pois o conceito tinha alguns problemas desconhecidos pelos próprios inventores. Hoje sabe-se que a decomposição da água feita por eletricidade proveniente de pilhas galvânicas era pouco eficiente (aproximadamente 50%) e a combustão do hidrogênio em mistura com o oxigênio é dado à temperaturas muito altas, resultando em dissociação que acaba reduzindo a eficiência do processo.
Já o primeiro motor de combustão interna atmosférico (eram chamados de atmosféricos por não ter compressão prévia) teve sua primeira patente em 1791 com uma turbina a gás inventada por Jonh Barber. Em 1974 foi patenteado por Robert Street um MCI que consistia de um pistão conectado a um braço de articulação que
movia uma bomba d’agua simples. Em 1805 foi a vez de Isaac de Rivaz produzir um motor a gás de carvão, que foi montado em um veículo.
É importante ressaltar que as máquinas térmicas da época utilizavam como combustível desde pólvora à pó de carvão, passando por destilados de resina, destilados de petróleo bruto, álcool, hidrogênio, entre outros. Contudo, de acordo com Martins (2012) um dos grandes problemas destes primeiros motores era a ignição de combustível. Logo que a combustão acontecia, dava-se também uma expansão de gases em contato com a chama, o que poderia apagar.
Muitos outros motores foram desenvolvidos, com destaque para Alfred Drake em 1843 e Jean Lenoir em 1861 que produziu e comercializou os primeiros motores de combustão interna em Nova Iorque, Stuttgart, Reading e Paris. O motor de Lenoir era de dupla ação em que o rendimento podia ir de 4% até 20%.
Teoricamente os motores denominados atmosféricos podiam atingir um rendimento de pouco menos de 30%, embora na prática os valores de rendimento ficassem em torno de 10%. No entanto, o maior problema destes motores se encontrava na potência disponível. A grande desvantagem destes motores era que o máximo de potência do motor não correspondia ao mais alto rendimento, desvantagem essa que foi invertida com os motores que possuíam compressão prévia.
Os motores com compressão prévia marcaram um progresso na evolução dos motores de combustão interna, uma vez que o motor de 4 tempos foi inventado. O potencial de evolução desses motores era muito superior aos dos motores utilizados até então, tendo duplicado o seu rendimento ao longo de 20 anos.
Em 1858 foi patenteado por Degrand um motor de compressão antes da combustão, embora fosse um motor de 2 tempos. Alguns anos depois, em 1857 e 1860, Francisque Million e Gustay Schmidt, respectivamente, propuseram a compressão prévia da mistura para aumentar o rendimento teórico. Dois anos após, em 1862, Beau de Rochas divulgou o princípio do ciclo de 4 tempos com compressão prévia e combustão á volume constante.
Segundo Passarini (1993), Rochas chegou a descrever quais eram as sequências de eventos que levariam o motor a uma maior economia e eficiência,
entretanto o motor só foi construído em 1876 por Nikolaus August Otto, que foi quem determinou o ciclo teórico pelo qual o motor de combustão interna deveria trabalhar. Este ciclo de eventos é utilizado até os dias atuais para descrever os processos de um motor de combustão interna do ciclo Otto.
Alguns anos depois também foi desenvolvido o motor Diesel, criado por Rudolph Diesel em 1897 que diferenciava do motor Otto em alguns aspectos. Com o passar dos anos essas tecnologias foram sendo desenvolvidas e, à elas, foram agregadas diversas modificações e melhorias. Apesar das modificações, a essência do ciclo motor continua a mesma. Alguns dos componentes são mostrados na figura 2.
Figura 2 - O motor e seus componentes Fonte: Heywood (1988)
2.2 – TIPOS DE MOTORES
Atualmente, os motores de combustão interna possuem diversas características de operação. Tendo em vista estas diferenças, é necessário entender a distinção entre os tipos de motores. O presente capítulo visa apresentar os tipos de motores mais utilizados atualmente, bem como suas configurações, princípios de funcionamento, diferenças de operação e a classificação dos mesmos.
A classificação dos motores define diferentes formas de categorizá-los e tornam o entendimento de seus funcionamentos mais fáceis. Algumas formas de classificação são: tipo de ignição, ciclo do motor, localização das válvulas, posição e número de cilindros, combustível utilizado, entre outros, conforme as categorias apresentadas por Pulkrabek (2004).
a) Tipo de ignição
A classificação por tipos de ignição é dividida em ignição por centelha e ignição por compressão. A ignição por centelha é aquela em que a explosão proveniente do combustível é feita através de uma faísca em contato com o combustível. Já a ignição por compressão é aquela em que o combustível explode quando é colocado sob altas pressões.
b) Ciclo motor
Os ciclos motores são classificados como quatro tempos ou dois tempos. Motores com o ciclo de quatro tempos são aqueles em que o ciclo é dividido em quatro movimentos diferentes em duas revoluções do motor. Já o motor com o ciclo de dois tempos são aqueles em que o ciclo é dividido em dois movimentos diferentes dos pistões em uma revolução do motor.
c) Localização da válvula
As válvulas de admissão e exaustão podem ser localizadas no cabeçote ou no próprio bloco do motor. Uma configuração menos utilizada também pode ser utilizada com uma válvula no cabeçote e outra no bloco do motor. d) Design básico
É a classificação do tipo de movimento do motor para a compressão dos gases, podendo ser alternativo ou rotativo. Os motores que utilizam
pistões são chamados de alternativos por causa do movimento para frente e para trás que são submetidos, e o trabalho gerado é transmitido para o virabrequim. Os motores rotativos são aqueles que possuem um rotor não concêntrico que é encarregado de fazer a compressão do combustível. e) Posição e número de cilindros de motores alternativos
Trata-se de como os cilindros estão dispostos no motor, podendo ser um único pistão, ou pistões dispostos em linhas, em formato de “V”, em formato de “W”, cilindros opostos, pistões opostos ou radial como mostrados na Figura 3.
Figura 3 - Classificação por posição e número de cilindros. (a) cilindro único. (b) em linha. (c) em "V". (d) cilindros opostos. (e) em W. (f) pistões opostos. (g) radial.
Fonte: Pulkrabek (2004)
f) Processo de admissão de ar
O processo de admissão de ar pode ser naturalmente aspirado, sobrealimentado ou turbinado. O processo naturalmente aspirado é aquele em que o ar é aspirado sem a ajuda de nenhum dispositivo adicional. O sobrealimentado é aquele em que a pressão de admissão de ar é elevada
por um compressor ligado ao virabrequim do motor. Já o turbinado é o processo no qual a pressão de admissão do ar é aumentado com uma turbina-compressor ligada ao coletor de escape do motor.
g) Combustível utilizado
São combustíveis utilizados: gasolina, óleo diesel, álcool, metano, gás liquefeito de petróleo ou até mesmo uma mistura de combustíveis.
h) Aplicação
As principais aplicações dos motores são: automóveis, locomotivas, motores estacionários, indústria naval, aviões.
i) Tipo de resfriamento
As duas principais formas de resfriamento são: arrefecimento à ar e arrefecimento por líquido.
A classificação apresentada também prova que existem diversos tipos de motores com diversas características e funcionamentos. Estas diferenças acabam refletindo nos parâmetros de rendimento dos motores.
Os motores mais utilizados nos dias de hoje são os do tipo Otto e Diesel. A principal diferença desses dois motores está na forma em que a ignição do combustível é realizada e o tipo de combustível utilizado.
2.2.1 – Motores Otto
Os motores Otto são chamados assim devido ao seu criador, Nikolaus August Otto, que em 1876 criou um dos ciclos motores mais utilizados nos dias de hoje. O ciclo motor apresentado por Otto é dividido em quatro processos, sendo estes, admissão, compressão, expansão e exaustão, como mostrado na Figura 4.
Figura 4 - Etapas do conjunto pistão cilindro para o ciclo Otto Fonte: Ferguson (1986)
O ciclo Otto segue a seguinte sequencia de operações de acordo com Ferguson (1986):
1. Curso de admissão, onde uma mistura ar-combustível é induzida até o interior
do cilindro.
2. Curso de compressão, no qual a válvula de admissão está fechada e o pistão
comprime a mistura ar-combustível aumentando a pressão e temperatura no interior do cilindro. Nesse passo uma faísca é acionada e faz a ignição da mistura.
3. Curso de expansão, em que a liberação de energia proveniente da queima da
mistura ar-combustível é transmitida ao pistão, fazendo com que o mesmo se desloque e produza energia mecânica.
4. Curso de exaustão, no qual é empurrado para fora os gases remanescentes
da queima passando pela válvula de exaustão.
É importante ressaltar que as quatro operações ocorrem nos mesmos cilindros separadamente e a construção do motor permite que seja aproveitado o máximo do movimento do pistão, pois, em um motor de 4 cilindros, por exemplo, enquanto o primeiro pistão está no processo de admissão, o segundo está em processo de compressão, o terceiro em expansão e o quarto em exaustão. Os motores de 4 e 6 cilindros tornam a contagem dos processos mais fácil do que outros de 8 cilindros.
Um fator de grande importância nos motores é a razão de compressão. Esta é definida como a razão entre a capacidade máxima do cilindro em volume pelo
volume morto. O volume morto corresponde ao volume acima do cilindro quando este alcança o ponto morto superior.
𝑟 = 𝑉𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙
𝑉𝑚𝑜𝑟𝑡𝑜 (1) A razão de compressão influi diretamente no rendimento dos motores. No motor Otto a razão de compressão é menor do que nos motores Diesel. O motor Otto à gasolina possui uma razão de compressão que varia de 6 até 9:1, bem diferente dos motores a diesel.
De acordo com Ferguson (1986), a taxa de compressão é diretamente proporcional à temperatura do ar dentro do cilindro, ou seja, quanto maior a razão de compressão, maior a temperatura. A temperatura do ar comprimido dentro do cilindro em um motor Otto movido à gasolina não deve ultrapassar 450°C devido as características do material do cilindro não suportar temperaturas maiores.
2.2.2 – Motores Diesel
Os motores do ciclo Diesel são datados de 1897 por Rudolph Diesel. O princípio construtivo difere dos motores Otto, já que o motor Diesel não necessita de uma vela de ignição para que ocorra a combustão dentro do cilindro. A característica destes motores cria algumas vantagens em relação aos outros motores.
O motor Diesel também possui quatro processos bem definidos, mostrados na Figura 5:
Figura 5 - Etapas do conjunto pistão cilindro para o ciclo Diesel Fonte: Heywood (1988)
Ferguson (1986) descreve os processos de forma detalhada, sendo estes:
1. Curso de admissão, no qual o ar passa pela válvula de admissão para dentro
do cilindro;
2. Curso de compressão, que aumenta a temperatura do ar acima da
temperatura de ignição do combustível. O combustível diesel é espirrado para dentro do cilindro próximo ao fim do curso de compressão;
3. Evaporação, mistura, ignição e combustão do combustível diesel durante o
final da compressão e parte do início do curso de compressão;
4. Curso de exaustão, que empurra para fora do cilindro os gases
remanescentes da queima, o gás é expelido pela válvula de exaustão.
Como citado anteriormente, a razão de compressão é maior quando comparado à do motor do ciclo Otto. A taxa de compressão apresentada nos motores Diesel fica entre 16:1 à 22:1. Nestes motores a temperatura do ar comprimido pode chegar até 800°C.
A Figura 6 demonstra o comportamento da eficiência térmica em função da
razão de compressão, ou taxa de compressão. De acordo com Manavella (2003), deve-se reparar que o ciclo Otto pode atingir um grau de eficiência maior do que
aqueles correspondentes ao ciclo Diesel, porém, o Diesel consegue trabalhar com taxas de compressão maiores, o que resulta em ganho de eficiência.
Figura 6 - Comparação entre taxa de compressão e rendimento térmico para motores do ciclo Otto e Diesel
Fonte: Manavella (2003)
Outra diferença entre os ciclos Otto e Diesel está relacionada à introdução do combustível. De acordo com Brunetti (2012), nos motores Otto a mistura ar-combustível entra no cilindro já homogeneizada e dosada, ao passo que em motores do ciclo Diesel admite-se apenas ar, e o combustível é injetado pulverizado apenas no final do curso de compressão.
Brunetti (2012) ainda afirma que motores Diesel necessitam de injetores de alta pressão para o seu funcionamento, porém, torna-se difícil atingir rotações elevadas nesses motores, pois ao aumentar o ritmo do pistão, dificulta-se a combustão completa do combustível.
De acordo com Neno (2009), motores Otto possuem um rendimento de cerca de 22% a 30%, enquanto que motores Diesel mostram um rendimento de 30% a 38%. O autor ainda garante que as perdas térmicas acontecem devido à energia interna dos gases, que acabam escapando na explosão e na troca de calor entre as paredes do motor e o ambiente pelo sistema de arrefecimento, além das perdas mecânicas resultante de atrito.
2.3 – TERMODINÂMICA DO CICLO MOTOR OTTO
Ciclos termodinâmicos de sistemas a gás podem ser utilizados para entender e modelar motores de combustão interna de quatro tempos. Eles simplificam as análises do ciclo do motor e podem produzir resultados aceitáveis para análises de rendimento.
Ciclos de operação de motores de combustão interna podem ser divididos numa sequência de processos chamados de admissão, compressão, combustão e expansão. Cada um dos processos pode ser modelado separadamente na simulação do ciclo motor.
Neste item serão apresentados o ciclo ar-padrão, o ciclo ar-combustível, o ciclo real e a principal diferença entre eles é o grau de aproximação às condições reais.
2.3.1 – Ciclo Ar-Padrão
O ciclo ar-padrão é um ciclo capaz de representar, de forma ideal, os processos acontecidos em um MCI. Assim, representa a maneira mais simplificada de simular as variações termodinâmicas que ocorrem durante a operação do motor.
No motor, o combustível e o ar induzido no cilindro são liberados logo após a queima, ou seja, o fluido de trabalho é admitido e expulso diversas vezes durante a realização de trabalho. Porém, a aproximação de um sistema fechado é válida, produzindo resultados que podem levar a uma tendência.
De acordo com Pulkrabek (2004), o ciclo ar-padrão é caracterizado pelos aspectos comentados a seguir:
1. A mistura de gás no cilindro é tratada como ar em todo o ciclo. Na primeira parte do ciclo esta afirmação torna-se aceitável, pois a maior parte da mistura gasosa dentro do cilindro é ar, tendo apenas cerca de 7% de combustível
H2O, N2 e outros gases, as propriedades do ar para a mistura ainda podem
ser utilizada dentro de certos limites sem gerar erros consideráveis.
2. Para efeito de simplificação do ciclo, o sistema é considerado fechado, assumindo que os gases liberados na etapa de exaustão voltam para a compressão.
3. O ar não é inflamável, ou seja, não é possível criar a combustão. Para superar esse efeito, assume-se que exista adição de calor com energia equivalente à de combustão.
4. No sistema fechado a retirada de energia em forma de calor também deve ser considerada, substituindo a liberação de calor com os gases no ciclo real.
Pulkabrek (2004) garante que, mesmo com estas hipóteses, os erros não são muito significativos e os valores de pressão e temperatura acabam sendo boas aproximações dependendo da geometria e das condições de operação do motor real. Ao mudar variáveis de operação, como temperatura ou pressão, razão de compressão, entre outros, pode-se obter boas aproximações de trabalho realizado, eficiência térmica e pressão média efetiva.
Brunetti (2012) cita mais hipóteses simplificadoras que devem ser assumidas na modelagem, como por exemplo, o ar é considerado com propriedades de gás ideal, assume-se ciclo fechado e aceita-se a compressão e expansão sendo isoentrópicos (adiabáticos e reversíveis), com os outros processos considerados reversíveis.
O ciclo Otto, representado por essas hipóteses em diagramas de pressão por volume e temperatura por entropia, é mostrado na Figura 7.
Figura 7 - Diagrama pressão x volume e temperatura x entropia para motores do ciclo Otto Fonte: Brunetti (2012)
O processo 1-2 corresponde à compressão isentrópica, em que a equação 2, é válida (sendo “k” a razão entre os calores específicos Cp e Cv do ar).
P.Vk =cte (2)
O processo 2-3 se refere à adição de calor, admitindo que esta adição seja totalmente liberada quando o pistão chega no PMS. O processo 3-4 refere-se à expansão isoentrópica e, o processo 4-1, refere-se à retirada de calor do sistema.
Sendo todos os processos reversíveis, é importante destacar que, de acordo com Brunetti (2012), no diagrama P-V, as áreas contidas entre o processo e o eixo dos volumes é considerado proporcional ao trabalho realizado, e no diagrama T-S, são proporcionais ao calor trocado.
2.3.2 – Ciclo Ar-Combustível
No ciclo ar combustível, o fluido de trabalho é uma mistura de ar e combustível, e não apenas ar considerado gás ideal, como assumido no ciclo ar-padrão. Assim, considera-se a presença do combustível e de gases residuais na
nova mistura, a dissociação nas reações de combustão em equilíbrio químico e a variação dos calores específicos com relação à temperatura.
Segundo Brunetti (2012), ao considerar todos esses fatores, o cálculo analítico torna-se mais difícil. No entanto, com os recursos computacionais atuais é possível determinar as propriedades termodinâmicas das misturas combustível-ar e das propriedades dos produtos de combustão dos motores.
De acordo com Taylor (1988), outras considerações no ciclo ar-combustível são:
1. Não há mudança química no combustível e nem no ar antes da combustão; 2. Após a combustão, a mistura fica sempre em equilíbrio químico;
3. A compressão e a expansão ainda são consideradas adiabáticas e reversíveis. Não há perda de calor pelas paredes do cilindro.
2.3.3 – Ciclo Real
Pulkabrek (2004) lista várias diferenças entre o ciclo ar-padrão e o ciclo real. O autor afirma que motores reais operam em um ciclo aberto e com mudança de composição da mistura ar-combustível. Durante a combustão, a massa total continua praticamente a mesma, porém, a massa molar varia.
No motor real, cerca de 7% de combustível é misturado com o ar, sendo que a combustão muda a composição do combustível. A aproximação dos produtos da exaustão para ar simplifica a sua análise, porém acaba introduzindo algum erro.
O autor também afirma que o ciclo real considera as perdas de calor durante os processos. A perda de calor durante a combustão diminui o pico de temperatura e pressão, o que faz com que o curso de expansão inicie em uma pressão menor, gerando menor trabalho.
Segundo Martins (2012), na modelagem de um motor real deve-se:
1. Usar as propriedades das misturas ar-combustível na admissão e compressão e dos gases de escape na exaustão;
2. Levar em consideração a mistura dos gases de admissão com o gás residual de exaustão durante a admissão;
3. Modelar a combustão introduzindo a velocidade de queima, combustão incompleta, dissociação, entre outros;
4. Considerar a transferência de calor durante a compressão, expansão e combustão;
5. Modelar os processos de escoamento dos gases pelas válvulas; 6. Aplicar um modelo de atrito das peças em movimento;
7. Modelar a batida de pino, (ou do inglês, knock); 8. Modelar a produção de poluentes.
Martins (2012) apresenta uma comparação entre um ciclo motor teórico e um ciclo motor real no qual é possível verificar as principais diferenças. Esta comparação é mostrada na Figura 8, em que “A” significa a transferência de calor durante a combustão e a expansão, “B” a combustão não instantânea, “C” a abertura de válvula de exaustão e “D” as perdas de carga através das válvulas de admissão e exaustão.
Figura 8 - Comparação entre o ciclo motor real e o ciclo teórico Fonte: Martins (2012) Modificado
2.4 – PARÂMETROS DE RENDIMENTO E CURVAS DE MOTORES
Os parâmetros de rendimento de motores fornecem as informações necessárias para a análise e comparação dos mesmos. Neste item são apresentados os parâmetros torque, potência, consumo específico, eficiência térmica indicada, pressão média efetiva e eficiência volumétrica.
2.4.1 – Torque
De acordo com Pulkrabek (2004), o torque é um parâmetro relacionado à capacidade do motor para produzir potência na rotação. Este parâmetro pode ser expresso em função da velocidade do motor, determinada pelas rotações por minuto (rpm), como mostrado na Figura 9.
Figura 9 – Curva típica de torque X rpm Fonte: Pulkrabek (2004) Modificado
A Figura 9 mostra que o ponto onde o torque é máximo não corresponde à maior velocidade de rotação do motor. Este efeito ocorre devido ao aumento da fricção do pistão junto à parede do cilindro, conforme a velocidade de deslocamento do pistão aumenta. Outra explicação está na diminuição da capacidade para admitir mistura ar-combustível por ciclo a velocidades muito altas.
Pulkrabek (2004) afirma que muitos motores de automóveis modernos possuem o torque máximo na faixa de 200 à 300 N.m, com uma velocidade de 4000
à 6000 rpm. Motores de combustão à compressão geralmente possuem o torque maior do que os motores de combustão interna por centelha.
O torque do motor geralmente é medido com um dinamômetro. O motor é fixo em uma mesa de testes e o seu eixo é conectado ao rotor do dinamômetro onde é acoplado eletromagneticamente, hidraulicamente ou por fricção mecânica a um estator. O torque exercido ao estator com o giro do rotor é medido balanceando o estator com pesos, molas ou pneumaticamente (Heywoods, 1988).
A Figura 10 ilustra um esquema de um dinamômetro.
Figura 10 - Dinamômetro Fonte: Heywood (1988) Modificado
O cálculo do torque é obtido pelo produto da força aplicada e distância do eixo do rotor medida até o centro de aplicação da força. Como descrito anteriormente, o torque pode ser relacionado com a potência.
2.4.2 – Potência
Potência é definida como a medida de trabalho realizada em uma unidade de tempo. Quanto maior a potência do motor, maior a sua capacidade de atingir altas velocidades. Neste caso, a potência máxima é também relacionada com a rotação do motor, como mostrada na Figura 11.
Figura 11 - Potência x rotações por minuto Fonte: Pulkrabek (2004) Modificado
A potência indicada (contida no gás), aumenta com a velocidade, enquanto a potência ao freio (no eixo do motor) aumenta até o seu valor máximo e depois decresce em velocidades maiores. Assim, como no caso do torque, isto é devido às
perdas causadas por fricção. De acordo com Pulkrabek (2004), em motores de
automóveis, a potência ao freio atinge o seu máximo da faixa de 6000 à 7000 rpm. Potência e torque são relacionadas pela equação (3):
𝑊𝑏= 2𝜋𝜏 (3)
Onde 𝜏 representa o torque, e Wb, a potência ao freio. A potência é dita ao
freio pelo fato de que o torque medido é o torque fornecido pelo eixo do motor com as perdas causadas por fricção.
Devido que a potência é definida como a taxa de trabalho realizada pelo
motor, na qual, 𝑛𝑅, é o número de revoluções por ciclo e, N, a velocidade do motor
(rpm), define-se que:
𝑊̇ = 𝑊𝑁/𝑛𝑅 (4)
2.4.3 – Consumo Específico
Um parâmetro importante que define a forma como o combustível é transformado em trabalho é o consumo específico, que é dado pela massa de combustível por trabalho efetuado pelo motor. A equação (6) determina o consumo específico.
𝐶𝑠 = 𝑚̇𝑓
𝑊̇ (6)
Percebe-se que o consumo específico relaciona o consumo máximo de combustível por unidade de trabalho produzido no motor. Este parâmetro permite a análise de um motor em diferentes rotações e cargas, podendo ser relacionados também para diferentes combustíveis.
2.4.4 – Eficiência Térmica Indicada
Eficiência térmica pode ser expressa como a razão de uma energia de saída de um sistema pela sua energia de entrada. Para um MCI, a razão entre o trabalho realizado pela movimentação do pistão e a capacidade da energia liberada na queima do combustível, é chamada de eficiência térmica do motor.
A eficiência térmica de um motor de combustão interna comum não chega a 40%, ou seja, menos da metade da energia gerada na combustão é transformada em trabalho. Alguns dos motivos para essa baixa eficiência são de que parte da energia é perdida devido ao atrito entre as peças móveis, troca de calor do cilindro de combustão com o ambiente, entre outros.
Por sua vez, a eficiência térmica indicada é a relação entre a potência transmitida pelo gás ou indicada (𝑊̇𝑖), e a potência térmica teórica (𝑊̇𝑡), extraída
durante a queima do combustível. Essa relação é dada pela equação (7).
𝜂𝑡 =𝑊̇𝑖
𝑊̇𝑡 (7) Desde os primeiros estudos de motores de combustão interna, existiam preocupações com a eficiência dos motores. Heywood (1988) cita o trabalho de
Beau de Rochas, no qual citam-se algumas das características de motores visando um melhor rendimento dos mesmos.
De acordo com Beau de Rochas, as principais características para que a eficiência dos motores seja maximizada são: a maior velocidade possível, a maior taxa de expansão possível, a maior pressão possível no início do curso de expansão e o maior volume possível do cilindro, porém, com menores superfícies de contato.
Segundo Heywood (1988), a relação entre o consumo de combustível, a eficiência térmica e o poder calorífico (PC) pode ser dada pela equação (8), mostrada a seguir:
𝜂𝑡= 1
𝐶𝑠.𝑃𝐶 (8) Carvalho (2011) publicou um trabalho sobre a avaliação de um motor de combustão interna utilizando diferentes combustíveis. De acordo com o autor, o álcool mostrou-se uma boa opção de combustível para motores, já que possui um nível de octanagem maior do que o da gasolina. Os motores movidos a álcool devem possuir projetos específicos, a fim de melhorar a eficiência térmica quando comparada à gasolina.
O autor cita algumas características para essa melhoria, dentre elas estão o fato de que a queima do álcool é realizada com menor temperatura de chama, de forma que uma menor taxa de calor é perdida por condução e radiação. Outra característica é de que a taxa de queima do álcool é mais rápida e a combustão, gerando maior volume de produtos e desenvolvendo pressões maiores no interior do cilindro.
2.4.5 – Pressão Média Efetiva
A pressão média efetiva (pme) é uma grandeza muito importante, pois permite a comparação de motores com características diferentes, como por exemplo, motores de diferentes tamanhos, tipo de ignição, forma de resfriamento, entre outros.
De acordo com Martins (2012), a pme é definida como o trabalho efetuado por unidade de volume varrido pelo motor. É possível fazer a comparação de motores de diferentes cilindradas, de modo a distinguir o motor com a melhor produção de trabalho.
Sendo assim, em termos de potência pode-se definir a pressão média efetiva
como a potência (𝑊̇) dividida pelo volume deslocado (𝑉𝑑) ou cilindrada do motor, e o
número de revoluções por ciclo do motor. A equação (9) permite calcular o valor do pme:
𝑝𝑚𝑒 = 2𝑊̇
𝑉𝑑𝑁 (9) Pulkrabek (2004) afirma que a pme é um bom parâmetro de comparação, porque não depende de tamanho e nem da velocidade do motor. Se o torque for usado como comparação entre dois motores, o motor maior terá uma pme mais alta. Já, se a potência for usada como comparação, a velocidade se torna muito importante.
O autor ainda estabelece que valores típicos de pressão média efetiva ao freio para motores de ignição por centelha estão na faixa de 850 à 1050 kPa. Para motores com ignição por compressão, os valores variam entre 700 e 900 kPa.
Heywood (1988) indica que, para um bom projeto de motor a máxima pressão média efetiva deve ser bem definida e constante para diversos tamanhos de motor. Isto porque o volume do motor que fornece um determinado valor de torque e potência em uma rotação específica pode ser estimado ao assumir determinados valores de pressão média efetiva.
2.4.6 – Eficiência Volumétrica
Segundo Heywood (1988), o sistema de admissão do motor, ou seja, os componentes que fazem a admissão da mistura ar- combustível para dentro do cilindro, restringe a quantidade de ar que o motor pode suportar. O parâmetro utilizado para medir a eficiência da indução de um dado motor é a eficiência
volumétrica (ηv). Essa eficiência é utilizada apenas para motores de quatro tempos,
por ter o processo de indução bem definido.
Taylor (1988) afirma que a eficiência volumétrica é definida pela massa de mistura que entra no cilindro na aspersão do motor dividida pela massa da mistura que ocuparia o espaço referente ao deslocamento do pistão na densidade de admissão. Algebricamente, a eficiência volumétrica é dada pela equação (10).
𝑒𝑣 = 2𝑀̇𝑖
𝑁𝑉𝑑𝜌𝑖 (10)
Onde 𝑀̇𝑖 corresponde à vazão mássica da mistura ar-combustível por unidade
de tempo, 𝑁, o número de revoluções por unidade de tempo, 𝑉𝑑, o volume deslocado
pelo pistão dentro do cilindro, 𝜌𝑖, a massa específica do ar na admissão do motor. O
fator 2 corresponde às duas revoluções necessárias para completar um ciclo em um motor de combustão interna de quatro tempos.
De acordo com Carvalho (2011), muitos dos trabalhos aplicados em MCI pretendem mostrar formas de aumentar a eficiência volumétrica dos motores. Como exemplos podem ser citados os sistemas com variação dos tempos de abertura das válvulas de admissão e escapamento, sistema de coletores de admissão com geometria variável, sistemas sem borboleta de aceleração e sistemas de sobre-alimentação da admissão de ar.
De acordo com Pulkrabek (2004), valores típicos de eficiência volumétrica de um motor com a válvula de admissão de ar totalmente aberta estão entre 75% e 90%, diminuindo muito o valor conforme a válvula fecha.
É desejável maximizar a eficiência volumétrica de um motor visto que a quantidade de combustível que pode ser queimado, e então a potência produzida para um certo deslocamento do pistão é maximizado. A eficiência volumétrica depende da configuração do coletor de admissão, tamanho, elevação e sincronização das válvulas (FERGUSON, 1986).
Ferguson (1986) desenvolveu outra forma de avaliar a eficiência volumétrica, na qual é levado em consideração a taxa de compressão (r), as pressões de
exaustão (Pexaust) e admissão (Pind), e a densidade da mistura (ρ) para rotação zero
𝑒𝑣 = (𝑐𝑜𝑠𝜃𝑎𝑣𝑎−𝑐𝑜𝑠𝜃𝑓𝑣𝑎) 2 − 1 𝛾(𝑟−1)( 𝑃𝑒𝑥𝑎𝑢𝑠𝑡 𝑃𝑖𝑛𝑑 − 1) [1 + 𝑟−1 2 (1 − 𝑐𝑜𝑠𝜃𝑎𝑣𝑎)] − ( 𝛾−1 𝛾 ) 𝑄 𝑃𝑖𝑛𝑑𝑉𝑑− 𝑇𝑟𝑒𝑠 𝑇𝑖𝑛𝑑 𝑚𝑟𝑒𝑠 𝜌𝑉𝑑 (11)
Esta equação fornece um valor mais preciso da eficiência por relacionar os ângulos em que ocorrem a abertura e o fechamento das válvulas de admissão (ava e fva, respectivamente), o volume deslocado (Vd), a massa de gás residual (mres), as
temperaturas do gás residual (Tres) e do gás induzido pelo coletor de admissão (Tind).
2.5 – MODELAGEM DE MOTORES
Estudos relacionados à modelagem de motores de combustão ainda representam o alvo de muitos pesquisadores. Com a modelagem pretende-se criar uma maneira dinâmica de entender os fenômenos internos e conseguir predizer os efeitos e as consequências trazidas pela mudança de condições sobre a operação dos motores.
No ciclo Otto é assumido que a combustão ocorre a volume constante, ao passo que no ciclo Diesel é assumido que a queima ocorre à pressão constante. Porém, na realidade, esses conceitos não podem ser aplicados na íntegra, pois acabam diferenciando dos motores que utilizamos atualmente. Sendo assim, precisa-se levar em consideração modelos da adição de calor no motor.
De acordo com Ferguson (1986), o modelo de liberação finita de calor é um modelo diferencial de um ciclo de potência do motor, no qual a adição de calor é especificada como uma função do ângulo de manivela do motor (θ). Esse modelo é útil quando é necessário determinar o efeito do momento de início da fagulha que queimará o combustível, ou então, o efeito da transferência de calor pelo combustível na potência ou eficiência do motor.
Ferguson ainda elaborou uma curva correspondente à fração de liberação de calor cumulativa, xb(θ), pelo ângulo de manivela, como mostrada na Figura 12. A
seguida de uma faixa de grande crescimento, aparecendo logo um decaimento gradual. Estas reações são correspondentes a um atraso no início da queima, uma região de queima rápida e uma região de queima quase completa.
Figura 12 - Fração de liberação de calor cumulativa Fonte: Ferguson (1986)
Modelagens da operação de motores foram apresentadas no ano de 1994, quando Connolly F. T. e Yagle A. E. propuseram um modelo relacionando a pressão de combustão dentro do cilindro com a velocidade angular da manivela de um motor de combustão interna. Os autores garantem que a aplicação deste tipo de modelo é viável, pois muda-se a variável independente do tempo para o ângulo de manivela.
Vinokurov V. A. (2000) abordou a necessidade de controlar a “batida de pino”
que é o termo utilizado para a autoignição de motores de combustão interna por fagulha. A batida de pino, também conhecida como knock, afeta diretamente a razão de compressão do motor, a qual impossibilita o aumento da qualidade de operação dos motores. Sendo assim, os autores listaram os princípios teóricos para a modelagem de MCIs, a fim de analisar os processos dos motores e diminuir a incidência de falhas.
Zervas (2004) publicou um trabalho sobre as correlações entre variações de ciclo à ciclo e os parâmetros de combustão de motores de combustão interna. O autor introduz o conceito de coeficiente de covariação (COV), definido como o
desvio padrão em relação ao valor médio para determinar algumas dispersões dos ciclos.
O trabalho mostra que o COV da pressão dentro do cilindro é calculado para cada ângulo de manivela em um grande número de pontos experimentais, formando uma curva de características similares às curvas de pressão obtidas
experimentalmente. A Figura 13mostra o resultado obtido por Zervas (2004).
Figura 13 - Coeficiente de covariação x ângulo de manivela x pressão dentro do cilindro Fonte: Zervas (2004)
Ramachandran (2009), apresentou um modelo termodinâmico de simulação de um motor de combustão interna do ciclo Otto utilizando combustível de hidrocarboneto alternativo. Para isso, foi utilizado um modelo de combustão Zero-dimensional, no qual foi considerado que a câmara de combustão seria dividida em duas partes, uma composta com gases queimados e outra com gases não queimados.
Ramachandran (2009) também afirma que o modelo desenvolvido é simples, rápido e preciso, já que pode-se prever facilmente uma série de parâmetros termodinâmicos e de combustão e se adaptar a qualquer tipo de câmara de combustão. Por se tratar de um modelo simples, é possível ser utilizado como um teste preliminar para diversos tipos de combustíveis de hidrocarboneto.
Ribeiro et al. (2009) realizou um trabalho sobre a modelagem de curvas de eficiência volumétrica em motores de combustão interna movidos a gasolina e álcool. Os autores buscaram analisar e comparar propostas de modelos matemáticos direcionadas a prever a eficiência volumétrica em motores por meio de simulações computacionais, podendo assim, variar alguns parâmetros de entrada.
De acordo com Ribeiro et al. (2009) simulações computacionais podem ajudar na significativa melhora no desempenho do motor, redução da emissão de poluentes e sistemas de controle mais eficientes. Sendo assim, torna-se importante o desenvolvimento de motores com o uso dessas ferramentas de modelagem, uma vez que os custos de experimentações desnecessárias são evitados.
Como fatores influentes para um bom desempenho de motores de combustão interna são citados a eficiência volumétrica, que representa uma medida da eficiência do sistema de bombeamento do ar, a velocidade do pistão, as pressões de admissão e exaustão, a taxa de compressão do motor, a transferência de calor, a geometria do sistema de admissão e exaustão, dentre outras variáveis.
Para essa modelagem, os autores basearam-se no modelo apresentado por Ferguson (1986) que calcula as perdas de calor no motor, as propriedades termodinâmicas dos gases de combustão, o enchimento e o esvaziamento do cilindro que auxiliam nos cálculos de eficiência volumétrica em motores de combustão interna de quatro tempos.
Ribeiro et al. (2009) apresentou um diagrama com o fechamento e a abertura das válvulas de admissão e exaustão no ciclo de um motor de combustão interna de quatro tempos (Figura 14). A importância de entender o tempo de funcionamento das válvulas vem do entendimento de que existe um espaço angular onde as válvulas de admissão e exaustão encontram-se abertas simultaneamente
Figura 14 - Diagrama de abertura e fechamento de válvulas em um motor de combustão interna Fonte: Ribeiro (2009)
Parte do gás do interior do cilindro vai para o coletor de admissão quando a válvula de admissão é aberta devido à pressão maior no interior do cilindro. Assim, ao iniciar o curso de admissão, os gases retornam para o interior do cilindro e se juntam com parte da última fração dos gases de exaustão, formando o gás residual.
Como resultado da sua pesquisa, Ribeiro et al. (2009) apresentou curvas de eficiência volumétrica relacionados com as pressões de admissão e exaustão (Figura 15), bem como, a fração residual pelas pressões (Figura 16).
Figura 15 - Eficiência volumétrica x pressão de admissão por pressão de exaustão Fonte: Ribeiro et al. (2009)
Figura 16 - Fração residual x pressão de admissão por pressão de exaustão Fonte: Ribeiro et al (2009)
Ribeiro et al. (2009) concluiu que é possível avaliar a quantidade em que cada fator pode influenciar na eficiência volumétrica, podendo servir de subsídio para outras pesquisas relacionadas ao tema.
Shehata (2010), no seu trabalho experimental, determinou a pressão do cilindro, parâmetros de rendimento, liberação de calor, taxa de calores específicos e duração de combustão para motores de combustão por centelha com múltiplos cilindros.
Pariotis (2012) realizou a comparação entre três diferentes tipos de simulação em motores de combustão interna do ciclo diesel com a característica de operação dentro da faixa de 1200 à 3000 rpm. A idéia foi realizar a comparação da simulação do ciclo fechado do motor utilizando um modelo termodinâmico, um modelo híbrido quase-dimensional e um modelo com o uso de fluidodinâmica computacional (CFD).
O modelo termodinâmico utilizado foi baseado na primeira lei da termodinâmica, em que detalhes do fenômeno da combustão são desprezados. Já o modelo quase-dimensional usou modelos fenomenológicos para descrever os vários processos que ocorrem dentro da câmara de combustão, combinada com métodos utilizados nos modelos de CFD para calcular os valores de várias propriedades. A modelagem CFD utilizou o método de volumes finitos para desenvolver curvas tridimensionais.
Pariotis (2012) afirma que o modelo termodinâmico empregado calcula com boa precisão a pressão nos cilindros do motor, ao mesmo tempo que não garante
uma boa indicação do pico de temperatura do gás de combustão quando o cilindro está no ponto morto superior (PMS).
Já o modelo híbrido quase-dimensional fornece informações relativas à distribuição de temperatura dentro do cilindro e consegue descrever com qualidade como o design do cilindro afeta os pontos de variação de temperatura, apesar do modelo com fluidodinâmica computacional mostrar resultados mais precisos.
Este estudo ainda informa que a principal vantagem é o tempo de processamento dos diferentes tipos de modelos. Enquanto o modelo termodinâmico processa os dados em um segundo, o modelo híbrido e o CFD processaram nos tempos de seis minutos e vinte horas, respectivamente.
Mais recentemente, Taglialatela (2013) publicou um artigo sobre a importância da velocidade do motor relacionado aos parâmetros de combustão. Para relacionar os parâmetros de combustão com a velocidade, foi realizada uma modelagem baseada em rede neural de multicamadas para determinar o ciclo de pressão dentro do cilindro. A aplicação do modelo é feita para um único cilindro de um motor de combustão interna e testado em uma grande variedade de velocidades.
Jaeheun Kim (2013) publicou a simulação do efeito de parâmetros de combustão sobre um conjunto pistão-cilindro e rendimento do motor usando a função Weibe.
Kim (2013) realizou simulações numéricas com softwares comerciais como “Matlab/Simulink”, a fim de observar a relação entre a combustão e dinâmica do pistão em motores de combustão interna. Parâmetros importantes, como a duração de combustão e o ponto de ignição foram variados em diferentes velocidades iniciais de pistão no curso de compressão. A pressão indicada e a fração de massa queimada foram analisadas como indicadores do desempenho de motores.
Para esse estudo foram necessárias algumas hipóteses, a fim de possibilitar a modelagem. Desta forma, foi considerado um motor com um único cilindro para realizar um estudo paramétrico preciso. O tempo de ignição, a velocidade inicial do pistão e a duração de combustão foram variadas para analisar os seus efeitos sobre o desempenho. Foi encontrada uma relação entre a fase de combustão no ponto morto superior e da condição inicial de velocidade do pistão. Foi encontrado que o
momento de ignição deve ser ajustado para satisfazer a fração de massa queimada, obtendo-se um melhor desempenho do motor.
Assim, Kim (2013) concluiu que sob uma dada condição de combustão, o maior rendimento de motor é dado quando a queima do combustível começa pouco antes do ponto morto superior. A fração de combustível queimado no ponto morto superior mostrou ter uma relação linear com a velocidade do pistão. Assim, é conhecido como variar a condição de tempo de ignição para alcançar o melhor trabalho útil.
3 – METODOLOGIA
Nesta seção descrevem-se os procedimentos realizados para o cumprimento dos objetivos deste trabalho. Inicialmente, descreve-se o modelo matemático adotado para a obtenção dos parâmetros de rendimento do motor do ciclo Otto e, posteriormente, são apresentadas as condições operacionais utilizadas nas simulações.
3.1 - MODELO MATEMÁTICO
Para o estudo foi escolhido o motor Otto de quatro tempos, tendo em vista a ampla difusão deste motor no mundo. Para o modelo matemático foi estabelecido o procedimento de cálculo correspondente à liberação finita de calor apresentada por Ferguson (1986).
No modelo de liberação finita de calor, a fração de liberação de calor no motor é dada por:
𝑥𝑏(𝜃) = 1 − exp [−a (𝜃−𝜃𝑠
𝜃𝑑 )
𝑛
] (12)
onde: 𝜃 = ângulo da manivela conectada o virabrequim (0o = posição do
ponto morto superior) apresentada na equação 13.
𝜃𝑠 = ângulo de início da combustão
𝜃𝑑 = ângulo de duração da combustão
De acordo com Heywood (1988), os fatores “a” e “n” tomam os valores de 5 e 3, respectivamente, por se encaixarem bem com resultados experimentais. Consegue-se, assim, definir a taxa de liberação de calor por ângulo da manivela, diferenciando-se a função de liberação de calor cumulativa de Weibe, apresentada na equação (13).
𝑑𝑄 𝑑𝜃 = 𝑄𝑖𝑛 𝑑𝑥𝑏 𝑑𝜃 = 𝑛𝑎 𝑄𝑖𝑛 𝜃𝑑 (1 − 𝑥𝑏) ( 𝜃−𝜃𝑠 𝜃𝑑 ) 𝑛−1 (13)
Onde Qin é o calor adicionado durante a combustão. Utilizando a equação
diferencial de energia para um sistema fechado, tem-se que, para uma variação diferencial do ângulo da manivela conectada ao virabrequim, dθ:
𝜕𝑄 − 𝜕𝑊 = 𝑑𝑈 (14)
Já que 𝜕𝑊 = 𝑃𝑑𝑉 e dU = 𝑚𝑐𝑣𝑑𝑇:
𝜕𝑄 − 𝑃𝑑𝑉 = 𝑚𝑐𝑣𝑑𝑇 (15)
Assumindo o comportamento de gás ideal:
𝑃𝑉 = 𝑚𝑅𝑇 (16)
Passando para a forma diferencial:
𝑚𝑑𝑇 = 1
𝑅(𝑃𝑑𝑉 + 𝑉𝑑𝑃) (17)
Substituindo as equações anteriores na equação (4), tem-se que a equação da energia é, portanto:
𝜕𝑄 − 𝑃𝑑𝑉 =𝑐𝑣
𝑅 (𝑃𝑑𝑉 + 𝑉𝑑𝑃) (18)
Por unidade de ângulo da manivela:
𝑑𝑄 𝑑𝜃 − 𝑃 𝑑𝑉 𝑑𝜃= 𝑐𝑣 𝑅 (𝑃 𝑑𝑉 𝑑𝜃+ 𝑉 𝑑𝑃 𝑑𝜃) (19)
Resolvendo para a pressão, tem-se:
𝑑𝑃 𝑑𝜃 = −𝛾 𝑃 𝑉 𝑑𝑉 𝑑𝜃+ 𝛾−1 𝑉 ( 𝑑𝑄 𝑑𝜃) (20)
Nota-se que esta equação é dependente do ângulo de manivela (θ), da
pressão (P) e da quantidade de calor liberada (Q). Para a integração dessa equação diferencial de primeira ordem é preciso conhecer a variação do volume em função do ângulo da manivela. Portanto, para o mecanismo envolvendo o pistão, tem-se:
